(57)【要約】内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、吸気弁（７）の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構（Ｂ）とを具備する。要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点に対し、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて侵入禁止領域（Ｘ１，Ｘ２）内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出され、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がこの目標動作点に向けて変化せしめられる。
2011092868.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が該侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて該侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて上記侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
吸入空気量を制御するためのスロットル弁を具備しており、スロットル弁が全開状態に維持されているときには上記目標動作点は上記侵入禁止領域の外部であって該侵入禁止領域の外縁に沿って延びる最小燃費動作線上を移動せしめられる請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記可変圧縮比機構は回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケースとシリンダブロック間の相対位置を変化させて機械圧縮比を変化させ、要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにした請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を上記カムの回転角度に応じて変えるようにした請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記侵入禁止領域として高負荷側の領域と低負荷側の領域との２つの領域が設定されている請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
吸入空気量を制御するためのスロットル弁を具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域が設定されており、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて該３次元的侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出すると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられ、このときスロットル開度は該３次元的侵入禁止領域に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
上記目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて上記３次元的侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
要求吸入空気量が減少したときには、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出すると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられ、スロットル開度については算出された該目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に該目標開度が上記３次元的侵入禁止領域でない限りはスロットル開度が該目標開度まで変化せしめられる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル開度が上記３次元侵入禁止領域内となる場合には、スロットル開度は該３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて該３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる請求項７に記載の火花点火式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機関負荷にかかわらずに実圧縮比をほぼ一定に維持するようにした火花点火式内燃機関が公知である（例えば特許文献１を参照）。この内燃機関では機関負荷が高くなるにつれて、即ち要求吸入空気量が多くなるにつれて吸気弁の閉弁時期が吸気下死点に近づくように進角され、このとき実圧縮比をほぼ一定に維持するために要求吸入空気量が多くなるにつれて機械圧縮比が低下せしめられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところでこのように要求吸入空気量の変化に応じて吸気弁の閉弁時期と機械圧縮比とを変化させる場合、吸気弁の閉弁時期と機械圧縮比とでは通常それらを変化させることのできる速度が異なり、一般的に言って機械圧縮比を変化させる場合の方が吸気弁の閉弁時期を変化させるよりも時間を要する。従って、例えば要求吸入空気量が増大したときには機械圧縮比の低下速度に比べて吸気弁閉弁時期の進角速度の方が速くなり、斯くして機械圧縮比が高いうちに吸入空気量が増大せしめられることになる。その結果燃焼室内における圧縮端圧力が高くなり、斯くしてノッキングが発生するという問題を生ずる。
これに対し、要求吸入空気量が増大したときに吸気弁の閉弁時期をゆっくりと進角させると吸入空気量はゆっくりとしか増大せず、その結果今度は応答性のよい加速運転を確保することができないという問題を生ずる。
一方、要求吸入空気量が減少したときに吸気弁の閉弁時期を急速に遅角させると機械圧縮比が高くならないうちに吸入空気量が減少し、その結果圧縮端圧力が低くなるために良好な燃焼が得られなくなるという問題を生ずる。これに対し、要求吸入空気量が減少したときに吸気弁の閉弁時期をゆっくりと遅角させると今度は応答性のよい減速運転が確保できないという問題がある。
即ち、要求吸入空気量が変化したときに応答性のよい加減速運転を確保するためには良好な燃焼を確保しつつ吸気弁の閉弁時期をできる限り早く変化させることが必要となる。しかしながら上述の内燃機関ではこのようなことについて何ら考慮が払われていない。
本発明の目的は、要求吸入空気量が変化したときに良好な燃焼を維持しつつ応答性のよい運転を確保することのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明によれば、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備しており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした火花点火式内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【０００６】
要求吸入空気量が変化したときに応答性のよい運転を確保するためには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期の動作点をできる限り早く要求吸入空気量を満たす動作点まで変化させることが好ましい。しかしながらこのとき動作点が変化中に侵入禁止領域内に侵入してしまうと燃焼が悪化してしまう。そこで本発明ではまず初めに侵入禁止領域内に侵入することのない目標動作点を算出し、この算出された目標動作点に向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるようにしている。このようにすると動作点は侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量を満たす動作点まで早期に到達するようになり、斯くして良好な燃焼を維持しつつ応答性のよい運転を確保できることになる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
図１は火花点火式内燃機関の全体図である。
図２は可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図４は可変バルブタイミング機構を示す図である。
図５は吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図６は機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図７は理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図８は通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
図９は機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図１１は侵入禁止領域と目標動作線とを示す図である。
図１２は侵入禁止領域を示す図である。
図１３は目標動作点と動作点とを示す図である。
図１４は目標動作点と動作点とを示す図である。
図１５は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図１６は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図１７は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図１８は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図１９は一定時間における機械圧縮比の変更可能量を示す図である。
図２０は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度の変化を示す図である。
図２１は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２２は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２３は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２４は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２５は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２６は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２７は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２８は目標動作点と動作点とを示す図である。
図２９は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図３０は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３１は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３２は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３３は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３４は目標動作点と動作点とを示す図である。
図３５は機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度等の変化を示すタイムチャートである。
図３６は目標値を算出するためのフローチャートである。
図３７は可変圧縮比機構等の駆動制御を行うためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。
図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯｘを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ１まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ１まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ１まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。
ところで前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
次に図１０から図１２を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。
図１０は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、即ち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図１０において要求吸入空気量は原点０から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点０から離れるに従って増大する。また、図１０において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後（ＡＢＤＣ）のクランク角で表されており、従って吸気弁閉弁時期は原点０から離れるに従って遅角される。
一方、図１０においてＱ１，Ｑ２，Ｑ３，Ｑ４，Ｑ５は夫々同一吸入空気量面を表しており、Ｑ６はスロットル弁１７が全開しているスロットル全開面を表している。図１０からわかるようにこのスロットル全開面Ｑ６は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Ｑ６の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。
図１０においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３，Ｑ４，Ｑ５内における侵入禁止領域を示している。一方、図１１は図１０の上からみたところを示しており、図１２（Ａ）は図１０における左側面Ｓ１を矢印方向からみたところを示しており、図１２（Ｂ）は図１０における右側面Ｓ２を矢印方向からみたところを示しており、これら図１１および図１２（Ａ），（Ｂ）においてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。
図１０、図１１、図１２（Ａ），（Ｂ）から侵入禁止領域は３次元的に広がっており、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域Ｘ１と低負荷側の領域Ｘ２との２つの領域からなることがわかる。なお、図１０、図１１、図１２（Ａ），（Ｂ）からわかるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ１は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。
さて、図９は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図１０および図１１において実線Ｗで示されている。図１０からわかるようにこの線Ｗは同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Ｑ６上を延びており、同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が少ない側では右側面Ｓ２上を延びている。この同一吸入空気量面Ｑ３は図９の負荷Ｌ１に対応している。
即ち、図９においてＬ１よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、即ち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０のスロットル全開面Ｑ６上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。
一方、図９においてＬ１よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図１０の右側面Ｓ２上における線Ｗで表されている。即ち、図１０に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁１７の開度が減少せしめられる。
本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図１０に示される線Ｗは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。
前述したようにこの基準動作線Ｗ上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁１７の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図１０において基準動作線Ｗを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域Ｘ１は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は基準動作線Ｗ上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。
さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域Ｘ１はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しずらくなり、スロットル弁１７の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域Ｘ２はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。
一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、従ってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図１０および図１１においてＷで示されるように高負荷側侵入禁止領域Ｘ１の外部において高負荷側侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施例ではこの最小燃焼動作線が基準動作線Ｗとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基本動作線Ｗ上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４により常時検出されている。
次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図１３から図１５に示されている。
即ち、図１３は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線Ｗ上のｍ点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、即ち要求動作点の一例が図１３においてａ１，ａ２，ａ３，ａ４，ａ５，ａ６で示されている。即ち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ１であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ２であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がａ３である。
要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。即ち、図１３に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がａ１とされるとｍ点からａ１点に向けて変化し、要求動作点がａ２とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はａ２に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。
即ち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点ｍにあるときに要求動作点ａ１となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁１７の開度が増大せしめられる。アクチュエータ１６によるスロットル弁１７の開度変化の応答性は極めて早く、従って要求動作点がａ１になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はｍ点からａ１点にただちに移る。
次いで要求動作点がａ２になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁１７が全開せしめられる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点ａ３が算出される頃には要求動作点ａ２の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図１３の上方からみたところを示す図１４において動作点ｂ２で示されている。
要求動作点ａ３が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点ｂ２から要求動作点ａ３に向けて移動を開始する。即ち、スロットル弁１７が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。従って要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図１４において要求動作点がａ６まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてｂ２付近に位置するような状態が生ずる。
しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。即ち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域Ｘ１内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域Ｘ１内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。
即ち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。
そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。
次にこの本発明を具体化した一実施例についてスロットル全開面Ｑ６を示す図１４を参照しつつ説明する。前述したように図１４は要求動作点がａ３になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂ２である場合を示している。この場合において矢印Ｒ２は機械圧縮比が要求動作点ａ３に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印Ｓ２は吸気弁閉弁時期が要求動作点ａ３に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図１４においてｃ２は現在の動作点ｂ２から要求吸入空気量を満たす要求動作点ａ３に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。
図１４に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点ｂ２および要求動作点ａ３がスロットル全開面Ｑ６上にあるときにはこの目標動作点ｃ２は基準動作線Ｗ上に、図１４に示される例では最小燃費動作線Ｗ上に位置する。即ち、図１４に示される例では、スロットル弁１７が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域Ｘ１の外部であって侵入禁止領域Ｘ１の外縁に沿って延びる最小燃費動作線Ｗ上を移動せしめられる。
また、図１４において要求動作点がａ６であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がｂｉであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線Ｗ上の点ｃｉとされる。なお、図１４において矢印Ｒｉは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Ｓｉは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。
このように図１４に示される例では動作点がｂ２であるときに目標動作点ｃ２が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点ｃ２に到達する。このとき現在の動作点ｃ２から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施例では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はＰＩＤ（比例積分微分）制御によって目標動作点に到達せしめられる。
このように図１４に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに移動する。即ち、図１３において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がｍ点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図１５において矢印で示されるように基準動作線Ｗに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。
この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点ｃ２，ｃｉを夫々対応する現在の動作点ｂ２，ｂｉからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点ｃ２，ｃｉは対応する現在の動作点ｂ２，ｂｉから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点ｂ２，ｂｉから最も離れた動作点とされている。
即ち、現在の動作点がｂ２の場合には動作点ｂ２からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点ｃ２とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点ｃ２は動作点ｂ２からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がｂｉの場合には動作点ｂｉからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ｃｉとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ｃｉは動作点ｂｉからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。
吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図１６から図１９を参照しつつ説明する。
図１６は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図１６は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図１６において一点鎖線Ｆ０は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図１６には燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック２をクランクケース１から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。
このようにこのトルクは可変圧縮比機構Ａに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図１６において実線Ｆ１はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図１６において実線Ｆ２は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。
本発明による一実施例では図１６においてＦ０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図１６においてＦ１およびＦ２で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。
図１７は一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト５４，５５の回転角度、即ち円形カム５８の回転角度との関係を示している。なお、図１７において横軸の左端は図３（Ａ）に示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図１７において横軸の右端は図３（Ｃ）に示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図１７は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図１７において破線は燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクを示している。
図２に示される実施例ではウォームギアとしてウォームホイール６３，６４によりウォーム６１，６２が回転せしめられることのない型式の、即ちウォーム６１，６２がウォームホイール６３，６４の逆転止め作用をなしている型式のウォームギアが用いられており、図１７の一点鎖線Ｇ０はこのようなウォームギアが用いられている場合において機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図３（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）からわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図３（Ｂ）に示されるときにカムシャフト５４，５５の単位回転角度当りの圧縮比度化量が最も大きくなり、従って図１７の一点鎖線Ｇ０で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。
また、図１７において破線で示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Ａに加わるトルクは図３（Ｂ）に示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図１７において実線Ｇ１は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線Ｇ２は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図１７に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量Ｇ１は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量Ｇ２よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量Ｇ１は高くなり、圧縮比変更可能量Ｇ２は低下する。
本発明による一実施例では図１７においてＧ０で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図１７においてＧ１およびＧ２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図１６においてＦ１およびＦ２で示す関係により補正することによってカムシャフト５４，５５の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム５８の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。
一方、図１８は可変圧縮比機構Ａの全ての軸受をすべり軸受から構成した場合においてすべり軸受による潤滑状態が圧縮比変更可能量に与える影響を示している。即ち、機関負荷が高いほど油膜切れを生じ始める境界潤滑領域となりやすく、また軸受面上における動作速度が遅いほど境界潤滑領域となりやすい。従って図１８に示されるように（機関負荷／動作速度）が或る限界値を越えると潤滑状態が境界潤滑領域となり、その結果すべり軸受における摩擦力が増大するために圧縮比変更可能量が小さくなる。
本発明による別の実施例ではすべり軸受における潤滑状態も考慮に入れて圧縮比変更可能量が算出される。例えば図１６においてＦ０で示される基準圧縮比変更可能量を図１６においてＦ１およびＦ２で示す関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図１７においてＧ１およびＧ２で示す関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図１８に示す関係により補正することによって機関負荷、カムシャフト５４，５５の回転角度および（機関負荷／動作速度）に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
図１９は機関負荷の変動を検出し、検出された機関負荷の変動に基づいて圧縮比変更可能量を算出するようにした実施例を示している。サイクル間或いは気筒間において燃焼圧が変動すると偏心軸５７が撓み、シリンダブロック２とクランクケース１との相対位置が変化する。このシリンダブロック２とクランクケース１との相対位置の変化、即ちシリンダブロック２とクランクケース１との間隔の変化は相対位置センサ２２によって検出される。このシリンダブロック２とクランクケース１との間隔は燃焼圧が高くなると大きくなる。
前述したように可変圧縮比機構Ａには燃焼圧によりトルクが加わり、このトルクは可変圧縮比機構Ａに対して圧縮比を低下させる方向に作用する。従って燃焼圧が高くなると可変圧縮比機構Ａにより容易に機械圧縮比を低下しうるようになる。図１９のＨ１は機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量を示しており、図１９のＨ２は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更量を示している。この圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。
この実施例では燃焼圧の変動に応じて圧縮比変更可能量を適切に制御することができる。特に圧縮比変更可能量を図１６に示されるように機関負荷に応じて制御し、このとき圧縮比変更可能量を図１９に示されるように燃焼圧の変動に基づいて更に制御すると圧縮比変更可能量を最適な圧縮比変更可能量に精密に制御することができる。なお、ウォームギアとしてウォームホイール６３，６４によりウォーム６１，６２を回転しうる型式のウォームギアを用いると燃焼圧が変動したときの偏心軸５７の撓みが更に大きくなり、その結果燃焼圧により可変圧縮比機構Ａに作用するトルクの変動を相対位置センサ２２により更に精度よく検出することができる。
次に図２０から図３５を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図２０から図３５のうちで図２０および図２１は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図２２から図２９は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図３０から図３５は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図２０から図３５は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線Ｗ上のｎ点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。
まず初めに図２０および図２１を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図２１は図１４と同様なスロットル全開面Ｑ６示している。
図２１はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。即ち、図２１には現在の動作点がｅｉであるときの要求動作点がｄｉで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲｉで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳｉで示されている。更に図２１には現在の動作点がｅｊであるときの要求動作点がｄｊで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がＲｊで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がＳｊで示されている。
この場合には要求動作点ｄｉは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄｉが目標動作点となる。同様に要求動作点ｄｊは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点ｄｊが目標動作点となる。従ってこの場合には動作点は基準動作線Ｗに沿って移動する。即ち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁１７が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。
次に図２２から図２９を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図２２においてｄ１，ｄ２，ｄ３，ｄ４，ｄ５で示されている。
なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図２２は要求動作点ｄ１における要求吸入空気量がＱ５であり、要求動作点ｄ２における要求吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値であり、要求動作点ｄ３における要求吸入空気量がＱ４であり、要求動作点ｄ４における要求吸入空気量がＱ４とＱ３との中間値であり、要求動作点ｄ５における要求吸入空気量がＱ３であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がＱ６（ｎ点）から、Ｑ５、Ｑ５とＱ４の中間値、Ｑ４、Ｑ４とＱ３の中間値、Ｑ３に変化した場合を示している。
また図２３はスロットル全開面Ｑ６を示しており、図２４は吸入空気量がＱ５の同一吸入空気量面を示しており、図２５は吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２６は吸入空気量がＱ４の同一吸入空気量面を示しており、図２７は吸入空気量がＱ４とＱ３の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図２８は吸入空気量がＱ３の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図２２に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ６からＱ５に変化し、その結果要求動作点がｄ１になったとすると、まず初めに図２３に示されるようにスロットル全開面Ｑ６上において目標動作点ｅ１が算出される。この目標動作点ｅ１の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ１に最も近い目標動作点ｅ１が算出される。図２３に示される例ではこの目標動作点ｅ１は基準動作線Ｗ上に位置している。
ところでこの目標動作点ｅ１における吸入空気量はＱ６とＱ５の中間値であって要求吸入空気量Ｑ５よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁１７の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点ｅ１における吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ５よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ５とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７を閉弁させるようにしている。
即ち、図２２において、図２３に示されるスロットル全開面Ｑ６上の目標動作点ｅ１の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ５上の点が最終的な目標動作点ｅ１とされる。この同一吸入空気量面Ｑ５上の最終的な目標動作点ｅ１が図２２および図２４に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ１に向けて変化せしめられることになる。即ち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がＱ５とＱ４の中間値になって要求動作点がｄ２になると、今度は図２４に示されるように現在の吸入空気量Ｑ５における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ２が算出される。この目標動作点ｅ２の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ２に最も近い目標動作点ｅ２が算出される。図２４に示される例ではこの目標動作点ｅ２は同一吸入空気量面Ｑ５内における基準動作線Ｗ上に位置している。
ところでこの場合にも目標動作点ｅ２における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。従ってこの場合にも、図２２において、図２４に示される同一吸入空気量面Ｑ５上の目標動作点ｅ２の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ５とＱ４の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ２とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ５とＱ４の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ２が図２２および図２５に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ２に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がＱ４となり、次いでＱ４とＱ３の中間値となり、次いでＱ３になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がＱ４になると図２６に示されるように同一吸入空気量面Ｑ４上における最終的な目標動作点ｅ３が算出され、要求吸入空気量がＱ４とＱ３の中間値になると図２７に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ４とＱ３との中間値）上における最終的な目標動作点ｅ４が算出され、次いで要求吸入空気量がＱ３になると図２８に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３上における最終的な目標動作点ｅ５が算出される。
この間、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度が順次最終的な目標動作点ｅ３，ｅ４，ｅ５に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は小さくされる。
要求吸入空気量がＱ３になると図２８に示されるように同一吸入空気量面Ｑ３上において順次最終的な目標動作点ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は順次これら最終的な目標動作点ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０を経て要求動作点ｄ５まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ８に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされてｅ８に達すると全開せしめられる。
図２９は図２２に示されるように目標吸入空気量がＱ６（ｎ点）からＱ３（目標動作点ｄ５）まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図２９からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後（動作点ｅ４）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ８）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ５）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｄ８）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ３上の動作点ｅ５となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ８）まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。
図２２から図２９に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入するのが禁止される。
なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。
なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。
またこの場合、本発明による実施例では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が３次元的侵入禁止領域Ｘ１，Ｘ２でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。
次に図３０から図３５を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Ｑ１まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線Ｗ上の要求動作点が図３０においてｄ１，ｄ２，ｄ３で示されている。
なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図３０は要求動作点ｄ１における要求吸入空気量がＱ４であり、要求動作点ｄ２における要求吸入空気量がＱ２とＱ３の中間値であり、要求動作点ｄ３における要求吸入空気量がＱ１であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がＱ６（ｎ点）から、Ｑ４、Ｑ３とＱ２の中間値、Ｑ１に変化した場合を示している。
また図３１はスロットル全開面Ｑ６を示しており、図３２は吸入空気量がＱ４の同一吸入空気量面を示しており、図３３は吸入空気量がＱ３とＱ２の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図３４は吸入空気量がＱ１の同一吸入空気量面を示している。
さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図３０に示される動作点ｎに保持されているときに要求吸入空気量がＱ６からＱ４に変化し、その結果要求動作点がｄ１になったとすると、まず初めに図３１に示されるようにスロットル全開面Ｑ６上において目標動作点ｅ１が算出される。この目標動作点ｅ１の算出方法は図２３に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ１に最も近い目標動作点ｅ１が算出される。図３１に示される例ではこの目標動作点ｅ１は基準動作線Ｗ上に位置している。
一方、このとき図２２に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Ｑ４とするのに必要な目標開度までスロットル弁１７が閉弁せしめられる。
即ち、図３０において、図３１に示されるスロットル全開面Ｑ６上の目標動作点ｅ１の真下に位置する同一吸入空気量面Ｑ４上の点が最終的な目標動作点ｅ１とされる。この同一吸入空気量面Ｑ４上の最終的な目標動作点ｅ１が図３０および図３２に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ１に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
次いで要求吸入空気量がＱ３とＱ２の中間値になって要求動作点がｄ２になると、今度は図３２に示されるように現在の吸入空気量Ｑ４における同一吸入空気量面上において目標動作点ｅ２が算出される。この目標動作点ｅ２の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域Ｘ１内に侵入することなく要求動作点ｄ２に最も近い目標動作点ｅ２が算出される。この場合にも、図３０において、図３２に示される同一吸入空気量面Ｑ４上の目標動作点ｅ２の真下に位置する同一吸入空気量面（Ｑ３とＱ２の中間値）上の点が最終的な目標動作点ｅ２とされる。この同一吸入空気量面（Ｑ３とＱ２の中間値）上の最終的な目標動作点ｅ２が図３０および図３３に示されている。
次いで要求吸入空気量がＱ１になって要求動作点がｄ３になると図３３に示されるように同一吸入空気量面（Ｑ３とＱ２の中間値）上において目標動作点ｅ３が算出され、次いで図３４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ１上における最終的な目標動作点ｅ３が算出される。最終的な目標動作点ｅ３が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度はこの最終的な目標動作点ｅ３に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁１７の開度は全開状態から小さくされる。
ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域Ｘ２が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域Ｘ２は図３４に示されるように要求吸入空気量が最小Ｑ１になったときに最大となる。なお、本発明による実施例ではこの低負荷側侵入禁止領域Ｘ２の周りには低負荷側侵入禁止領域Ｘ２からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域Ｘ２内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図３４においてＷＸで示されている。
さて、本発明による実施例では吸入空気量が要求吸入空気量Ｑ１になると図３４に示されるように同一吸入空気量面Ｑ１上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点ｄ３に最も近い各目標動作点ｅ４，ｅ５，ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０，ｅ１１，ｅ１２が順次算出される。この場合、目標動作点ｅ４のように要求動作点ｄ３に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸに対し侵入禁止領域Ｘ２と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点ｅ４とされる。これに対し、要求動作点ｄ３に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線ＷＸよりも侵入禁止領域Ｘ２に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線ＷＸ上の点が目標動作点ｅ５，ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９とされる。
即ち、要求吸入空気量がＱ１になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁１７の開度は同一吸入空気量面Ｑ１上において順次最終的な目標動作点ｅ４，ｅ５，ｅ６，ｅ７，ｅ８，ｅ９，ｅ１０，ｅ１１，ｅ１２を経て要求動作点ｄ３まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はｅ１０に達するまで遅角され、スロットル弁１７の開度は徐々に大きくされる。
図３５は図３０に示されるように目標吸入空気量がＱ６（ｎ点）からＱ１（目標動作点ｄ３）まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図３５からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後（動作点ｅ２）、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し（動作点ｅ１０）、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する（目標動作点ｄ３）ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ１０）徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Ｑ１上の動作点ｅ３となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで（動作点ｅ１０）まで徐々に開弁せしめられる。
なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁１７の開度が３次元侵入禁止領域内、即ち低負荷側侵入禁止領域Ｘ２内となる場合がある。この場合にはスロットル弁１７の開度は前述した侵入阻止面まで、即ち３次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて３次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。
図３６は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。
このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。従って図３６に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施例ではこの予め定められた一定時間は８ｍｓｅｃとされている。従って本発明による実施例では図３６に示される目標値の算出ルーチンは８ｍｓｅｃ毎に実行され、現在の動作点から８ｍｓｅｃ後に到達可能な目標動作点が８ｍｓｅｃ毎に算出されることになる。
図３６を参照するとまず初めにステップ１００において要求吸入空気量ＧＸが算出される。この要求吸入空気量ＧＸは例えばアクセルペダル４０の踏込み量および機関回転数の関数として予めＲＯＭ３２内に記憶されている。次いでステップ１０１では要求吸入空気量ＧＸに応じた基準動作線Ｗ上の要求動作点が算出される。次いでステップ１０２では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ１０３に進んで要求吸入空気量ＧＸが現在の動作点における吸入空気量ＧＡよりも大きいか否かが判別される。
ＧＸ＞ＧＡのとき、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ１０４に進み、図１３から図１５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ１０４では要求吸入空気量ＧＸに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Ｑ６上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ１０５では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１０６では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図１６から図１９を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
次いでステップ１０７では図１４に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。次いでステップ１０８では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ１０４において既に目標スロットル開度として算出されている。
一方、ステップ１０３においてＧＸ≦ＧＡであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ１０９に進み、図２０から図３５に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ１０９では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ１１０では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図１６から図１９を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。
次いでステップ１１２では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量ＧＸを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。
なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図１３において高負荷側侵入禁止領域Ｘ１の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域Ｘ１内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Ｗを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。
図３７はＰＩＤ制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図３６に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構Ａ、可変バルブタイミング機構Ｂおよびスロットル弁１７を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。
図３７を参照するとステップ２００では吸気弁閉弁時期の目標値ＩＴ０と現在の吸気弁閉弁時期ＩＴとの差ΔＩＴ（＝ＩＴ０−ＩＴ）が算出され、機械圧縮比の目標値ＣＲ０と現在の機械圧縮比ＣＲとの差ΔＣＲ（＝ＣＲ０−ＣＲ）が算出され、スロットル開度の目標値θ０と現在のスロットル開度θとの差Δθ（θ０−θ）が算出される。
次いでステップ２０１ではΔＩＴに比例定数Ｋｐ１を乗算することによって可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の比例項Ｅｐ１が算出され、ΔＣＲに比例定数Ｋｐ２を乗算することによって可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の比例項Ｅｐ２が算出され、Δθに比例定数Ｋｐ３を乗算することによってスロットル弁１７に対する駆動電圧の比例項Ｅｐ３が算出される。
次いでステップ２０２ではΔＩＴに積分定数Ｋｉ１を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ１・ΔＩＴ）を積算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の積分項Ｅｉ１が算出され、ΔＣＲに積分定数Ｋｉ２を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ２・ΔＣＲ）を積算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の積分項Ｅｉ２が算出され、Δθに積分定数Ｋｉ３を乗算してこの乗算結果（Ｋｉ３・Δθ）を積算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の積分項Ｅｉ３が算出される。
次いでステップ２０３では現在のΔＩＴと前回算出されたΔＩＴ１との差（ΔＩＴ−ΔＩＴ１）に微分定数Ｋｄ１を乗算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧の微分項Ｅｄ１が算出され、現在のΔＣＲと前回算出されたΔＣＲ１との差（ΔＣＲ−ΔＣＲ１）に微分定数Ｋｄ２を乗算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧の微分項Ｅｄ２が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ１との差（Δθ−Δθ１）に微分定数Ｋｄ３を乗算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧の微分項Ｅｄ３が算出される。
次いでステップ２０４では比例項Ｅｐ１と積分項Ｅｉ１と微分項Ｅｄ１とを加算することにより可変バルブタイミング機構Ｂに対する駆動電圧Ｅ１が算出され、比例項Ｅｐ２と積分項Ｅｉ２と微分項Ｅｄ２とを加算することにより可変圧縮比機構Ａに対する駆動電圧Ｅ２が算出され、比例項Ｅｐ３と積分項Ｅｉ３と微分項Ｅｄ３とを加算することによりスロットル弁１７に対する駆動電圧Ｅ３が算出される。
これら駆動電圧Ｅ１，Ｅ２，Ｅ３に従って夫々可変バルブタイミング機構Ｂ、可変圧縮比機構Ａおよびスロットル弁１７が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度は夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。
【符号の説明】
【０００９】
１…クランクケース
２…シリンダブロック
３…シリンダヘッド
４…ピストン
５…燃焼室
７…吸気弁
１７…スロットル弁
７０…吸気弁駆動用カムシャフト
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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【図３６】
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【図３７】
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【国際調査報告】
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